一级减速器机械设计课程设计说明书

XXX学院机械设计课程设计说明书院系机电系年级2012级专业机械设计及其自动化班级机电12151学号姓名指导教师机械设计课程设计任务书学生姓名指导老师1、设计题目设计带式运输机传动装置。运输机工作平稳，单向运转，三班工作，使用限期10年，大修期3年，输送带速度允差为35。其中减速器由一般规模中小型批量生产。2、设计参数题号S111运输带拉力F3000N运输带的线速度V12MS驱动卷筒直径D400MM输送带速度允差为35传动装置布置图三、设计内容一）设计计算1电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；2带传动的设计；3传动零件的设计；4轴的设计；轴承及其组合的选择及校核；5键联接和联轴器的选择及校核；6箱体、润滑及附件的设计。二）图纸的绘制减速器装配图绘制，从动齿轮零件图。三）编写课程设计说明书内容包括目录、设计任务书、设计计算的所有内容、课程设计总结、参考文献。四、课程设计要求设计完成后，每位学生提交1减速机装配图一张（A1）；2从动齿轮零件图一张；3详细设计计算说明书一份。目录机械设计课程设计任务书1一、选择电动机，确定传动方案及计算运动参数311方案选择312电动机的选择313传动比的分配及转速校核514传动系统各轴转速、功率、转矩的计算6二、带传动的设计7三、齿轮传动的设计9四、轴的设计1441低速轴的设计1442高速轴的设计16五、滚动轴承的校核设计2151低速轴轴承的校核计算2152高速轴轴承的校核计算21六、平键联接的选用和计算2261低速轴的键联接选用及校核方法2262高速轴的键联接选用及校核方法23七、联轴器的选择计算23八、箱体及附件的设计24九、润滑与密封25致谢26参考文献27一、选择电动机，确定传动方案及计算运动参数11传动方案的拟定及说明传动方案初步确定为两级减速器包括第一级减速为带轮减速第二级为一级圆柱齿轮轮廓传动减速一般常选用同步转速为750R/MIN的电动机作为原动机，传动比约在1315左右，可选用任务书中的传动方式进行设计。则有如下传动方案12电机的选择（1）、电机容量的选择有书第十页表23可得电机所需功率取工作记得工作效率098则有WKFVPW361023电动机输出功率K为载荷系数通常DPPDKK（1013）传动装置的总效率4321式中，为从电动机至滚筒轴之间的各传动机构和轴承的21效率。由参考书表31查得V带传动效率，滑动轴承传动效率为，齿轮传9501902动效率为，联轴器传动效率为。则634850总故KW64085PWD总2、电动机额定功率范围P（1013）4068（40685288）KW由表选取电动机额定功率5KPM（3）、电动机的转速为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，WN即MIN/R325740136DV0NW为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范围，则IKW63PW850总KW5PM电动机转速可选范围为MIN/91734163257RINWD可见同步转速为750R/MIN的电动机符合。由表201选定电动机的型号为Y160M28。主要性能如下表（4）、计算传动装置的总传动比并分配传动比总I1）、总传动比（符合616）5612370NIWM总I2、分配传动比假设V带传动分配的传动比，23I1则齿轮的传动比932561I2总二、计算传动装置的运动和动力参数21、各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为轴、轴，滚筒轴为轴。各轴的转速为（R/MIN）高速轴的转速R/MIN7201电机型号额定功率满载转速伸出端直径伸出端安装长度Y160M2855KW720R/MIN42MM110MMMIN/R720N156I总93I2低速轴的转速25370IN1M2R/IN轴的转速9I23R/I22、各轴输入功率为KW轴的输入功率5P1轴的输入功率25K092轴的输入功率49763滚筒轴输入功率P55095099096099492KW23、各轴输入转矩（NM1）、轴的转矩为9572NP950T112）、轴的转矩为223）、轴的转矩为0689NP95T33将各数据汇总如下表1传动参数的数据表三、传动件的设计计算31设计带传动的主要参数轴轴轴功率PKW555225497转矩TNM72952217782906转速NRMIN7202255725R/MIN7201R/I52IN/7N35KWP124973P492KWM7295NT12M8906NT31）、已知带传动的工作条件三班制，连续单向运转，载荷变动小，所需传递的额定功率P55KW，小带轮转速,大带轮转速，传动比。R/MIN720NR/MIN25132I12）、设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等。3）、确定计算工率由表88查得工作情况系数，故21KA6KW5PCA选择V带的带型根据由图811选用B型。WCANP、4）、确定带轮的基准直径并验算带速VD1、初选小带轮的基准直径。由表89，取小带轮的基准1直径150MM。1D2、验算带速V。56M/S10672106NDW因为5M/SV30M/S，故带速合适。3、计算大带轮的基准直径。2DI1MM2D48053根据表89，圆整为。0M5、确定V带的中心距A和基准直径。DL1、根据式即2D07D2D1218A48M初定中心距02、由26593M4ADD2AL01210D由表82选带的基准长度。7LD12KAKW6PCA3、计算实际中心距A。M621总2583062LAD00因为AMINA0015LD5865AMAXA003LD691中心距的变化范围为5865MM691MM。6、验算小带轮上的包角19014687532908A573D18002允许7、计算单根V带的额定功率。RP由150MM和，查表84A得KW。1DMIN/720R126P0根据,I135查表85得。I/NKW查表86得，表82得，于是9KKL134092062PL0R8、计算V带的根数Z。5134PRCA取Z5根。9）、计算单根V带的初拉力的最小值MIN0F由表83得B型带的单位长度质量Q070KG/M,所以N92140745912QVZKP250F2CAMIN应使带的实际初拉力0FMIN010）、计算压轴力压轴力的最小值为N781452SIZN0INP32、齿轮传动设计1）、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数1、按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。M501DKW34PR06M5D5Z2、带式机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）。3、材料选择。由表10140（调质），硬度为280HBS，大RC齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。4、选小齿轮齿数，齿轮传动比为I2393，则大齿轮25Z1齿数，取。,98253Z2922）、按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行计算，即进行计算。32HED11TZUKTD3）、确定公式内的各计算数值1、试选载荷系数31KT2、计算小齿轮传递的转矩。MN109274509NP095T56113、由表107选取齿宽系数。1D4、由表106查得材料的弹性影响系数21AEMP89Z5、由图1021D按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限AHLIM1MP60。LI254）、计算应力循环次数。9HI11072436012560JLNN891277UN1、由图1019取接触疲劳寿命系数。09K5,HN2HN12、计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数S1,则M871A8461091KLZ5N4258FMIN54801FINPALIM2HN21152MP09SK465）、计算1、试算小齿轮分度圆直径代人中较小的值。H762M5398121023D5T12、计算圆周速度/S06NDV1T6）、计算齿宽。267BT1D7）、计算齿宽与齿高之比。模数3048M5ZDM1T齿高85604325MHT齿高比168572HB8）、计算载荷系数。根据，7级精度，由图108查得动载系数S/091V05KV直齿轮，。KFH由表102查得使用系数。1A由表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，。142H由，查图1013得，故载荷系数HBK492051105HVA9）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径M7349762KD3TT110）、计算模数M。25Z1913KTMN08T51D21E89MPZAHLIM160ALI25P9104NA1H60MPA25M1932574ZD111）、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计。3FSA21DYZKTM12）、确定公式内的各计算值1、由图1024C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳极限。AFE150MPAFE2380MP2、图1018取弯曲疲劳寿命系数，5KN1。8KFN213、计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳许用安全系数S14，则2386MPA140SK57FEN42F3114）、计算载荷系数K。4915FVA15）、查取齿形系数。由表105查得。28Y261AA16）、查取应力校正系数。由表105查得。SS17）、计算大、小齿轮的并加以比较。AF0162381Y576FSA大齿轮的数值大。18）、设计计算M472601251M3对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由76MD1T09/SV762MB3048T65MH1B05KV1FHA142K8F14352M758D13齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数M的大小主要取决于弯曲弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲疲劳强度算得的模数2307MM，并就近圆整为标准值为M25MM，按接触强度算得的分度圆直径，算出749D1小齿轮齿数，取27349MDZ12Z1，取07293Z2019、几何尺寸的计算1、计算分度圆直径M526710MZD212、计算中心距1A213、计算齿轮宽度5376DB1取。M567B,7521压力角20齿根圆直径DF1F2737537625模数M25分度圆直径ZD126252475齿顶圆直径HNAA1MD27152715中心距A211675齿宽B67575084KFN192A1F3057MP2861YFA286SA1Y2625MD17MB10521代号结构尺寸计算公式结果/MM轮毂处直径1D16D16X4070轮毂轴向长L（1215）D60倒角尺寸NN05NM1齿根圆处厚度02548腹板最大直径D22FD03785孔板分布直径051D22425板孔直径1D0251060腹板厚CC032B18则如下图M567B12四、轴的设计计算选取轴的材料为45钢调质，查表151得许用应力为。为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮A160MP合力。第一号和第二号啮合齿轮上的作用力分别为N42TAN0F,N194TAN20F61758D2T53678DTR1RTT41、低速轴的设计1、初步确定轴的最小直径。按公式初步计算轴的最小直径。轴的材料为45钢，30MINPAD调质处理。根据表153，取。则102M3510NPD3320MIN12又因为低速轴II有两个键槽，应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。故轴应相应地增大1015。现将轴增大10。则增大后的最小轴径但是由于8653213DMIN1输出轴与联轴器连接则最小轴因与联轴器相结合由158167122505则D优先选择50；55KTC0N53FT194R60T2NFR2、轴上各段直径的初步确定。D155与销联轴器配合。D260，根据毡圈油封标准，选择轴径长度60MM。D365，与轴承（深沟球轴承6221）配合，取轴承内径65MM。D470，设计非定位轴肩高度H25MM，内径70MMD580，设计定位轴肩高度H55MM。D674，设计定位轴肩高度H3MM。D765,与轴承（深沟球轴承6221）配合长度为23MM。3、轴上各段所对应的长度。；10ML；852；3；7L4；9M5。81632L74、各轴段的倒角设计按表152（零件倒角C与圆角半径R的推荐值）进行设计。得如图42、从动轴的疲劳强度校核1按弯矩复合强度计算。由于该传动齿轮为直齿圆柱齿轮则，从动轮直径D23825MM,此段直径D70MM10A2M50DIN2160D25M37480D56M710L582M03L724958M1L6327当轮所受的转矩7816594095NPT作用在齿轮的圆周力上33227816DFT作用在齿轮径向的力150TAN40TANR由于前面计算得该轴的跨距L156则782LLBA（2）、求支反力垂直向心支反力。67821532TYF水平支反力40TBZA（3）由于两边为对称截面则中点C处为危险截面C处的垂直弯矩951786213YCFMC截面的水平弯矩605LAZ由得177221CCM由于C处最危险则C的当量弯矩652702TME4计算C处的直径由得310ED危险573601273危险D由于危险截面处正处于5594则受力图如下7816T321074TF21537R78BAL7686AYF2135AZ59951CM166532C2705EM43、高速轴的设计主动轮疲劳强度校核。选45钢，正火处理，查表151得硬度为HBS,抗拉强度，许用弯曲应力为2170MPAB590MPA51、对轴进行结构设计（1）、初定最小轴径（扭径）（只按扭转强度估算）MIND由表153可得可选3602159TAA120D3557危险59可行4MNPAD95230MI则取55MM1由于与皮带轮连接，又因为皮带轮的宽度是由皮带根数来决D定。由于有5条V带则（182）D1140HBBC7则轴长L50MM各段直径的确定MIN1DMD8631072253查页表59，两端初选6207型的深沟球轴承94PMD6713度圆半径相等为齿轮则与小齿轮的分5A246MD37查页图83、表83可得B26MM10P取I6I701取M52M32取34（2）、各段长度的确定联轴器轴孔的长（查选定联轴器）90MM1LM3260E302）（轴承端盖的总长度I120AM5DIN11638D25M7480D562M790L162348MLMBL342323B84H764515ML86B77则得如下齿轮轴44、轴强度的校核（1）、分度圆直径MD801（2）、转矩NT76（3）、圆周力DFT521（4）、径向力NTR24930TAN8AN（5）、因为两轴承对称，有MLBA5745绘制简图（1）、求支反力BZAYFNFRBYA5124693287ML5617MD801NT76F85043ALNFTBZA342568022由于两边对称，知截面弯矩也对称，则截面在垂直面的弯矩为MLFMAZC07421879463212、截面在水平面上的弯矩为NLFAZC1687221、计算合成弯矩MNMCC678910422221（2）、计算当量弯矩，取A1，MNATCEC56922则得受力图如下NFAY51246NFAZ3425MC071NMC6789五、轴承的校核51、低速轴轴承的选择1）低速轴的轴承选取深沟球轴承6211型CR432KN2）、计算轴承的径向载荷圆周力N4270385162DTF,T径向力TAN02R3）、轴承的校验1、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故,查【2】表136得载荷系数。R2PFFP1FPN1542、由于该减速器的寿命为10年每天三班制H876030LH轴承应有的基本额定动载荷值,其中，则6H10LNPC3R36N34821075415C3、轴承的寿命H363R6HL8154P0NL综上所得6211轴承符合设计要求。52、高速轴的轴承选取及计算1）、高速轴的轴承选取深沟球轴承6207型，CR255KN。2）、计算轴承的载荷N45038102DTF1T69TANR3）、轴承的当量载荷，因深沟球轴承只受径向载荷，故,查表136得载荷系数。RPFFP1FPN1639由于该减速器的寿命为10年每天三班制4）H8702450LH5）轴承应有的基本额定动载荷值,其中，则6H10LNPC3R36N95710854169C4）、验算6207轴承的寿命H32P60NLRH综上所得6207轴承符合设计要求。六、键连接的选择及校核61、高速轴的键连接1）、高速轴键的选取查表61普通平键的型式和尺寸（GB/T10962003）选取A型键，BHL8752轴的直径为30MM。键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查表62100120MPA。P2）、强度校核MPA092375230184DLHPPT故满足设计要求。K35L62MMMPA120P6420P2、低速轴键的选取1）、查表61普通平键的型式和尺寸（GB/T10962003）选取A型键，BHL14970，轴的直径为45MM。键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查表62100120MPA。P2）、强度校核MPA97587054186DLHP3PT故也符合设计要求1）、查表61普通平键的型式和尺寸（GB/T10962003）选取A型键，BHL181198，轴的直径为59MM。键联接的组成零件均为钢，键为静连接并有轻微冲击，查表62100120MPA。P2）、强度校核MPA231805947DLHPPT七联轴器的选择1）输出端联轴器的选择计算转矩。MKTC15270851轴的转速。IN/274R低速轴端伸出段的直径，参考文献【1】表D3MI67选择金属滑块联轴器，联轴器的轴孔直径。MD50113KAMN45TCACR432KN1FP8NP760HLH3482KNC八、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择81、铸件减速器机体结构尺寸计算表名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0025A1MMMM,取8MM8机盖壁厚1,取8MM05机座凸缘厚度B1514MM机盖凸缘厚度B115112MM机座底凸缘厚度P2525MM取25MM地脚螺钉直径DF0036A121947MM取20MM地脚螺钉数目NA250MM,N4轴承旁连接螺栓直径D112MM机盖与机座连接螺栓直径D210MM轴承端盖螺钉直径D38MM窥视孔盖螺钉直径D46MM定位销